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起重机设计终稿范文 计算项目设计计算内容设计结果-1- 一、起升机构 1、桥式起重机起升机构设计参数 2、起升机构布置和吊钩组设计 3、部件选择与安装1）、钢丝绳 一、起升机构设计参数桥架形式双梁箱型额定起重量（吨）22.5起升高度(米)10跨距15工作级别A4运行结构大车JC25%大车速度2小车速度1起升速度0.8按照构造宜紧凑的原则,决定采用下图的传动方案主起升机构简图该方案采用平行轴式布置方案，即卷筒轴线、电动机的轴线以及高速浮动轴、减速器的输入、输出轴之间都是平行的。 采用双联滑轮组，钢丝绳的最大静拉力6005298.010.9622226012.5122100max?zmQS(N)式中0Q起升量和吊具自重的总和，计算时如下?5.226012025.018.922500)025.01(0?Q Q(N)maxS=60052N226012.50?QN计算项目设计计算内容设计结果-2-2）、滑轮和滑轮组0m滑轮组的倍率，20?m；z?滑轮组的传动效率；8.90?z?1?、2?导向滑轮效率。 下面按选择系数C确定钢丝绳直径d(mm).MAXS C d?工作级别取M4，2b1550mmN?，)(1351175.4300260N nS FMAX?n钢丝绳安全系数，查表知n=4.5；由破断拉力，初选6?31+FC，d=23mm521.05.753.1454.172?所以092.01550414.3521.085.05.44?bknC mm S MAX5.224.916682092.0Cd?,所以，取23m d?定型选用23NAT6(12+12+6+1)+NF1550ZS15.5200.9GB1102-741构造和材料的确定本设计中滑轮承受负载较大，为了减轻滑轮重量，使用型号为ZG270-500的铸钢滑轮，强度和冲击韧性都很高。 2滑轮尺寸的确定滑轮直径 (1)滑轮的卷绕直径?345231-161-0?d hD(mm)式中D0按钢丝绳中心计算的滑轮直径(mm)；d钢丝绳直径(mm)；20?m23mm d?钢丝绳型号23NAT6(12+12+6+1)+NF1550ZS15.5200.9GB1102-74计算项目设计计算内容设计结果-3-3）、卷筒组的计算选择h轮绳直径比系数，与机构工作级别和钢丝绳结构有关，查表，M4，滑轮h=16。 （2）滑轮槽形状，查表R=10.5，H=32.5，B1=56，E1=41，R1=18，R2=15，R3=3.0，R4=5.0，M=12，C=1.5，S=12，N=0根据钢丝绳的直径和计算得到的滑轮直径选用标准的铸造的E1型滑轮，E1型为一般密封式，带有滚动轴承，无内轴套，其直径为250mm，与之相匹配的滚动轴承为GB276,滑轮的轴径为45mm。 定型铸钢ZG270-500，E1型23?25045GB/T900.8 19991、确定卷筒组的类型及构造卷筒选用的材料是ZG270-500。 选用双联单层绕卷筒。 2、标准卷筒组的选择选用卷筒组的图号为T145，其卷筒的名义直径为650mm、长度为2000mm，配套轴承为3522，卷筒、齿轮连接盘、卷筒鼓的图号分别为T208- 31、T208- 31、T208-71，绳槽半径为11.5mm，标准绳槽的节距为16mm，卷筒组总长为2420mm，卷筒输入端轴的直径为110mm10。 (1)名义直径D=(e-1)d=1523=346mm650mm (2)绳槽半径R=(0.530.56)d=0.5623=12.08mm12.5mm (3)标准绳槽的深度d h)425.0(?=0.423=9.2mm,查表3-3-3取h=9mm (4)标准绳槽的节距P=d+(2-4)mm=23+2=25mm (5)卷筒上有螺旋槽部分长mm pmzDHL26423)267314.310210()(310max0?Hmax最大起升高度DO滑轮组倍率Z固定钢丝绳的安全圈数 (6)卷筒的长度滑轮型号铸钢ZG270-500，E1型23?25045GB/T900.51999卷筒组的图号为T144，其卷筒的名义直径为386mm、长度为1500mm计算项目设计计算内容设计结果-4-4）、吊钩的选择1240350)10081642 (2)(23210?L L LLL(mm)标注A65020001020124E GB/T9006.21999 (7)卷筒的壁厚卷筒由材料为ZG270-500铸造而成，所以卷筒的壁厚为14?d mm钢丝绳瑞在卷筒上的固定必须安全可靠，便于检查和更换钢丝绳。 最常用的方法是压板固定。 钢丝绳绕进或绕出卷筒时，钢丝绳偏离螺旋槽两侧的角度推荐不大于3.5。 3卷筒强度验算本设计中1240?L(mm)2000(mm)，D L3?，只需计算压应力。 压应力计算公式为73.123261400526max21?dpSA As压(MPa)式中1A应力减少系数，一般取0.752A多层绕卷系数，一般取1.0d卷筒壁厚(mm)；t绳槽节距(mm)；D卷筒名义直径Smax钢丝绳最大拉力。 ?所以强度合乎要求。 压压,MPa13521270?s卷筒的计算转速1n4.4567314.310608.02)(3011?d Dmvn?(r/min)Q=22.5t，工作级别M4，确定吊钩的强度等级为P级。 J AMPaK s41,315?根据吊钩的强度等级、起升量及工作级别查手册表3-4-1选取吊钩的钩号10，d=75mm，据钩号和吊钩的强度等级查手册表选择吊钩的材料为DG34Mn，吊钩采用锻造，锻造后须热处理。 L=1240mm）（min4.451rn?吊钩型号直柄吊钩LM10P GB10051.5计算项目设计计算内容设计结果-5-5）、电动机的计算选择D=142.3160mm，取D=160mmS=106.7124mm，取S=120mm mm L4501?mmL902?吊钩定型直柄吊钩LM10P GB10051.5。 吊钩组选用短钩型吊钩组，起重量22.5t，自重562.5kg。 1、计算起升机构静功率220.582.010008.0226012.510000?v QP j(kW)式中?机构总效率，c td z?，在此z?滑轮组效率；d?为导向滑轮效率；t?为卷筒效率，d t?；c?为传动效率。 82.098.096.09.059.0?c td z? 2、选择电动机功率手册选取JC%=15，CZ=300，.802?G。 绕线型异步电动机的稳态平均功率为GP176.4(kw)220.5.8010000?v Q GG P Pj G查手册，根据GP，JC%，CZ的值，选择绕线型异步电动机YZR400L110，其额定功率为236kW，583r/min，最大转矩倍数为3，转动惯量为24.53kgm2，质量为2400kg，输出端轴径为130mm。 3、电动机过载能力和发热校验 (1)起升机构电动机过载能力按下式进行校验172.165236311.2?jmPmHP?(kW)5401.25起动不打滑。 制动时按下式验算:?z zaDiJJkTDiPDdk21min5002000-?J3.63(kgm2)起动时间满足。 启动平均加速度a=0.23(m/s2)满足要求。 计算项目设计计算内容设计结果-18-min-PDdk?=03.50822192704001xx5.0-1.115.0?z zaDiJJkTDi215002000?400092.02058.113.020.02.15002165.424009.020200057.3893?由于57.89303.5082?制动不打滑?附着系数，室内工作的起重机取0.15:；K附着安全系数，可取K=1.051.2；?轴承摩擦系数；d轴承内径；minP驱动轮最小轮压（N）；mqT打滑一侧电动机的平均启动转矩(Nm)；k记及其他传动飞轮矩影响的系数，折算到电动机轴上可取k=1.11.2；1J电动机转子转动惯量（kgm2）；2J电动机轴上带制动轮联轴器的转动惯量（kgm2）；a启动平均加速度(m/s2)；zT打滑一侧的制动器的制动转矩(Nm)；za制动平均减速度(m/s2)。 起动不打滑。 制动不打滑计算项目设计计算内容设计结果-19-轨距经计算得D轨距=2518mm轴距为2000mm。 小车架由两根端梁和多根横梁组成框架结构，在端梁与横梁上边焊有钢板，构成小车架的台面。 为了安装方便，台面上在安装电动机、减速器、制动器和轴承座的地方焊有垫板。 端梁主要用于支撑车轮，故只需设计端梁，其他的横梁采用端梁相同的结构尺寸即可。 端梁选用由钢板焊接而成箱形。 整个小车架的材料是Q235钢。 计算项目设计计算内容设计结果-20- 三、大车运行机构1.1主要性能参数1.2起重机参数确定 2、总体设计 三、大车运行机构1.1主要性能参数桥式起重机的主要性能参数是起重机工作性能指标，也是设计的依据，主要包括起重量、跨度、起升高度、起升速度、自重、运行速度等。 1起重量在各种工况下安全作业所容许起吊重量的最大质量值。 2跨度大车运行轨道中心线之间的水平距离。 3起升高度吊钩起升到最高位置时，钩口中心到支撑地面的距离。 4起升速度起升机构电动机在额定转速时，取物装置满载起升的速度。 5自重指起重机处于工作状态时起重机本身的全部质量，它是评价起重机的综合指标，反映了起重机设计、制造和材料的技术水平。 6运行速度运行机构电动机在额定转速时，起重机或小车的运行速度。 1.2起重机参数确定桥架形式双梁箱型额定起重量（吨）22.5自重（吨）22.425起升高度(米)10跨距15工作级别A4运行结构大车JC25%大车速度2小车速度1起升速度0. 82、总体设计起重机大车系统桥架采用双梁正轨箱型结构,主要由主梁、端梁大车运行机构等组成材料采用16Mn钢，见附图 1、4。 运行机构是由电动机、标准减速器、车轮、联轴器、制动器。 大车运行机构采用分别驱动，大车的运行机构装配图见附图2。 计算项目设计计算内容设计结果-21- 3、大车运行机构设计计算3.1确定机构的传动方案主梁采用箱形结构形式，其箱内布有加劲横向加劲板，见附图3。 起重机整机的工作级别M4，大车运行机构机构的工作级别M4。 3、大车运行机构设计计算3.1确定机构的传动方案本起重机采用分别传动的方案如图（3-1）图3-1大车运行机构1电动机；2制动器；3高速浮动轴；4联轴器；5减速器；6联轴器；7低速浮动轴；8联轴器；9车轮3.2选择车轮与轨道，并验算其强度根据重量分布计算大车的最大轮压和最小轮压图3-2轮压计算图满载时的最大轮压maxP=Le LQ?2Gxc4Gxc-G=1.176101521527.8755.2247.875-22.425KN?空载时最大轮压KN P1.176max?KN PKNP525.396.72maxmax?计算项目设计计算内容设计结果-22-3.2.1车轮轨道选用3.2.2车轮踏面接触强度计算maxP?=Le L?2Gxc4Gxc-G=KN6.72101521527.87547.875-22.425?空载时最小轮压minP?=Le?2Gxc4Gxc-G=KN525.391015227.87547.875-22.425?式中的e为主钩中心线离端梁的中心线的最小距离。 载荷率003.1425.225.22?GQ3.2.1车轮轨道选用大车车轮通常使用双轮缘车轮，双轮缘车轮用于桥、门式起重机大车走行轮，轮缘高为25mm30mm。 根据工作级别、运行速度和GQ/的值，初选车轮踏面直径，车轮材料，轨道及其材料。 由参考文献10选择车轮。 当运行速度为m/mim1800m/min9?dcV，Q/G=1.003时工作类型为M4时，车轮直径LD=700mm，轨道为QU70的许用轮压为26.9t，其尺寸见参考文献10表3-8-14，轴承型号为7524。 轴承内径和外径的平均值为（120+215）/2=167.5mm。 3.2.2车轮踏面接触强度计算32min maxPPF c?KN575.1303525.391.1762?车轮和轨道的接触情况分为线接触、点接触两种情况。 圆柱车轮与平顶钢轨或方刚的接触呈线接触；圆柱形车轮或圆锥形车轮与秃顶钢轨的接触呈现点接触。 线接触的受力情况较好，但往往由于机架变形和安装偏差等因素，使线接触分布不尽人意，因而在起重机的运行机构中常常采用点接触结构。 按赫兹公式计算接触疲劳强度按赫兹公式计算接触疲劳强度，由于车轮与轨道的接触形式采用点接触104.1388.04001.03221322?C CmRKF NKN26.249?cF?式中。 ?2K与材料有关的许用点接触应力常数（N/mm2）；钢制车轮按参考文献10表选取，K2=0.1；003.1?GQ700?LD mm轨道QU70KN FC575.130?NFKN F?26.249计算项目设计计算内容设计结果-23-3.3运行阻力的计算3.4选择电动机R曲率半径，取车轮曲率半径与轨面曲率半径中之大值（mm），R=400mm；m有轨道顶面与车轮的曲率半径之比（r/R）所确定的系数，按参考文献10表3-8-9选取，m=0.388。 ?1C转速系数，按参考文献10表3-8-7选取，C1=1.04；?2C工作级别系数，按参考文献10表3-8-8选取，C2=1。 故车轮的踏面的疲劳强度满足要求。 3.3运行阻力计算总摩擦阻力为车轮轴承摩擦力1W、车轮的滚动摩擦阻力2W以及车轮轮缘与轨道间的摩擦力3W之和，车轮载荷为运行部分的自重及额定起重量，并且用附加阻力系数?来表示附加摩擦阻力3W，则mW=?N GQ5.2695006.0425.225.22?式中:G起重机或运行小车的自重载荷；Q起升载荷；?摩擦阻力系数，初步计算时按参考文献11表8-12选取，?=0.006。 3.4选择电动机电动机用于各种类型的起重机械及其他类似设备的电力传动，具有较高的过载能力和机械强度，适用于短时或断续周期性工作制。 3.4.1满载运行时电动机静功率根据运行的静功率初选电动机，每组运行驱动机构的静功率为Pj=F j?V0/(1000?m?)=2695.5?2/（1000?2?0.95）=2.5（kw）式中。 m驱动电动机总数，m=2；V0初选运行速度，m/s；?-运行机构传动的总机械效率，?=0.95.F j起重机（小车）满载运行时的静阻力，F j=mW=2695.5N3.4.2电动机的初选初选电动机，即N Wm5.2696?KW Pf5.2?F j=2695.6N KWP75.3?计算项目设计计算内容设计结果-24-3.5电动机的过载检验?j dPK PKW57.35.25.1?式中。 K d电动机功率增大系数，由参考文献11表8-14选取，Kd=1.5。 查参考文献表选用电动机YZR132M2-6；Pn=4KW，n=900r/min，)(2GD=0.072m kg?，电动机的重量dG=107.5kg。 3.5电动机过载能力校验运行机构的电动机必须进行过载校验4KW KW72.289128022.390095.0100025.26957.121912801000122?najasSPtJ nFmP?223222221m22kg.395.090010425.225.223.9207.041.01.1)(3.9)(?nG QmGD GDkJ式中:m电动机个数，m=2；as?平均启动转矩标准值，as?=1.7；nP基准接电持续率时电动机的额定功率，kw；?jF运行静阻力，N；V运行速度，m/s，根据0V与初选的电动机转速n确定传动比（见减速器的选择）；?机构传动效率；J?机构总传动惯量，即折算到电动机轴上的机构旋转运动质量与直线运动质量的传动惯量之和，kgm2；21GD电动机转子的转动惯量，kgm2；22GD电动机轴上制动轮和联轴器的转动惯量，kgm2；k计及其他传动件飞轮矩影响的系数，取k=1.1。 n电动机额定转速，r/min；?qt电动机初选启动时间，可根据运行速度确定，qt=8s；Q起升载荷，N；G起重机或运行小车的自重，N。 选择电动机YZR132M2-6NSPKW P?72.2222.3m kgJ?n sPP?电动机过载条件通过计算项目设计计算内容设计结果-25-3.6验算电动机的发热功率条件3.7减速器的选择由此可知。 n sPP?，故初选电动机过载条件通过。 3.6验算电动机的发热功率条件对于运行机构绕线式电动机的发热验算，按稳态平均功率sp校核，即njsPmV FGP?KW55.295.02100025.26959.010000?式中。 G稳态负载平均系数，见参考文献11表8-15.取G=0.9。 由此可知。 n sPP?，故初选电动机发热条件通过。 3.7减速器的选择3.7.1减速器的传动比（速比）减速器的传动力为Lnni?45.166.54900?式中。 ?n电动机的额定转速，r/min；?Ln主动轮的转速，r/min。 LLDVn?060000?=6.5470014.3260000?Ln r/min式中?oV初选运行速度，m/s；?LD车轮踏面直径，mm。 3.7.2标准减速器的选用选用标准型号的减速器时，其总设计寿命一般应与机构的利用等级相符合。 在不稳定运转过程中，减速器承受动载荷不大的机构，可按额定载荷或电动机额定功率选择减速器，对于动载荷较大的机构，应按实际载荷（考虑动载荷影响）来选择减速器。 由于运行机构起、制动时的惯性载荷大，惯性质量主要分布在低速部分，因此起、制动时的惯性载荷几乎全部传递给传动零件，所以在选用或设计减速器时，输入功率应按起动工况确定。 减速器的计算输入功率为?1000)(1P jVF Fmgj?KW5.895.010002)76.13475.2695(21?nSPKW P?55.2故初选电动机发热条件通过45.16?i min6.54rn l?KWPj5.8?N Fg75.1347?计算项目设计计算内容设计结果-26-3.8验算运行速度和实际所需功率3.9验算起动时间gtV GQF g)(?75N.1347810210)425.225.22(2.1?式中m运行机构减速器的个数，m=2；V运行速度，m/s；?运行机构的传动效率；?jF运行静阻力，N；?gF运行起动时的惯性力，N。 2.1?，考虑机构中旋转质量的惯性力增大系数。 根据计算输入功率，可从标准减速器的承载能力表中选择适用的减速器。 查参考文献10，选用两台QJS-236-16-IV减速器i=16；N=11KW，当输入转速为1000r/min，输入轴直径28mm、长为60mm，输出轴直径80mm、长为130mm，减速器总长为928mm，宽450mm，高为513mm，许用功率为11KW，其自重为256Kg。 3.8验算运行速度和实际所需功率实际运行的速度i iV V?/00=m/min6.1231645.16602?误差000/)(V V V?10%3%1206.123120?合适实际所需的电动机功率0/VVP Poj j?KW4KW575.21206.1235.2?nP合适3.9验算起动时间起动时间?qtMj Mpm?1?nV GQGD GDmkn22221)(975.0)(375n=900r/min m=2(驱动电动机台数)m N65900497505.197505.1?nPMnp?iD FMLjj2?=m N07.6095.01627.06.2695?满载运行时最小摩擦阻力为选用两台QJS-236-16-IV减速器min6.1230mV?%10%3?合适KWKW Pj4572.2?合适m NMm NMjp?07.6065计算项目设计计算内容设计结果-27-3.10起动工况下校核减速器功率LDf dGQ W2)(min?7.00008.021675.002.0)224250225000(?8.3176?N空载运行时最小摩擦阻力为LDf dGW2min?空7.00008.021675.002.0224250?7.1585?N满载起动时间)(Q Q qt?=Mj Mpm?1?nV GQGD GDmkn22221)(975.0)(375?95.090021025.224349225975.007.041.03759002.1207.62652123=8.55s空载启动时间)0(?Q qt=Mj Mpm?1?nGVGD GDmkn22221975.0)(375?95.090021025.224975.007.041.03759002.1207.626521235.4?s其他符号同前。 起动时间一般应满足。 对起重机大车108?qt s。 3.10起动工况下校核减速器功率起动工况下减速器传递的功率P=/060102mv pd?18.995.02601026.12359.8640?KW式中)(/060Q Q qj ej dtvgGQP PPP?N W8.3176min?min空W=1585.7N?s ts tQ qQQq5.455.80?P=9.18KW计算项目设计计算内容设计结果-28-3.11验算启动不打滑条件59.408655.8606.12312242502250005.3695?N m?运行机构中，同一级传动减速器的个数，2?m因此P=9.18KW所以减速器的N中级=11KWN，故所选减速器功率合适。 3.11验算启动不打滑条件为了保证起重机运行时可靠的起动或制动，防止驱动轮在轨道上打滑，避免影响起重机的正常工作何加剧车轮的磨损，应分别对驱动轮作起动和制动时的打滑验算。 对于桥式起重机大车运行机构，验算空载小车位于桥架一端时轮压最小的驱动轮。 由于起重机室内使用，故坡度阻力及风阻力不考虑在内.以下按三种情况计算。 3.11.1两台电动机空载时同时驱动n=2)2(6012/01LqDk pdkptvgGf p?n z式中。 112.125KN72.639.525/max/min1?p p p主动轮轮压?12p p112.125KN从动轮轮压f=0.2粘着系数(室内工作)n z防止打滑的安全系数，2.105.1?zn?27.00008.01121255.1)21675.002.00008.0(11212555.8606.1231010224252.0112125n=13.33.11.2事故状态一当只有一个驱动装置工作，而无载小车位于工作着的驱动装置这一边时，则KNP P125.11221?n=1